曲柄压力机的设计

摘要曲柄压力机以曲柄传动的锻压机械。压力机是用来对放置于模具中的材料进行压力加工的机械,对被加工材料施加压力的反作用力,由机械本身承受。曲柄压力机属于机械传动类压力机，它是重要的锻压设备。曲柄压力机能进行各种冲压和模锻，直接生主出零件或毛坯。而曲柄滑块机构是实现冲压的最基本结构。曲柄滑块机构设计直接影响着压力机的质量。曲柄滑块机构包括曲轴的设计，连杆组件的设计和滑块的设计。曲轴是压力机中最重要的机件之一，它输出部分功率。曲轴一般由主轴颈，连杆轴颈、曲柄、平衡块、前端和后端等组成。连杆组件它包括连杆体，连杆盖，连杆轴瓦和连杆螺栓，是曲柄连杆机构中传递动力的重要组件。组件连杆承受的压力可以过到很大的数值，面高速运动产生的惯性力的影响又要求结构轻巧。所以连杆设计的一个主要要求，就是要在尽可能轻巧的结构下保证足够的刚度各强度，因此必须选用高强度的材料，合理的结构形状和尺寸，采取提高强度的工艺措施等。滑块是一个箱形结构,它的上端与连杆连接,下部安装模具的上模,并在机身的导轨内上下运动。因此要认真设计曲柄滑块机构。关键词：曲轴，连杆，滑块。ABSTRACTCrankpresstocranktheforgingmachinery.Pressistherightplacetodieinthematerialpressureprocessingmachinery,processingmaterialstobeexertingpressureontherecoilingfromthemachineryitselfbear.CrankPressmechanicaltransmissiontypepress,itisimportanttoforgingequipment.Crankpressureforvariousfunctionsstampingandforgingdirecthealthownersofpartsorrough.AndslidercrankStampingisthebasicstructure.Slidercrankmechanismdesignadirectimpactonthequalitypress.Crankcrankslideragencies,includingthedesign,linkcomponentsinthedesignandsliderdesign.Presscrankshaftisthemostimportantoneoftheinnards,itexportedsomepower.Crankshaftgenerallyspindleneck,crankpin,crank,balancedblock,thefrontendandback-endcomponents.Itincludescomponentslinkconnectingrodbody,coveredlink,connectingrodbearingandconnectingrodbolts,cranklinkageispassinganimportantdynamiccomponents.Linkagecomponentscanwithstandthepressureofftoagreatfigure,facehigh-speedmovementoftheinertialforcestructurerequirementseffectsoflight.Therefore,alinktothemaindesignrequirementwastolightthepossibleunderthestructuretoensureadequatestrength,stiffness,thereforemustusehigh-strengthmaterials,reasonableshapeandsize,toraisetheintensityofthetechnologymeasures.Sliderisabox-shapedstructure,withitslinkconnectingthetopandbottomofmoldontheinstallationmode,andthefuselagewithinthenextrailmovement.Therefore,inordertoseriouslycranksliderdesign.Keywords:crankshaft,connectingrod,theslider.目录第1章曲柄压力11.1概述11.1.1曲柄压力机的用途和分类11.1.2曲柄压力机的工作原理3第2章曲柄滑块机构52.1曲柄压力机的主要技术数52.1.1公称压力52.1.2滑块行程52.1.3滑块行程次数62.1.4压力机装模高度H和封闭高度62.1.5压力机工作台面尺寸及滑块底面尺寸62.1.6漏料孔尺寸62.1.7模柄孔尺寸62.2曲柄压力机的运动规律62.3滑块的速度和曲柄转角的关系7第3章曲柄滑块机构的设计计算93.1曲柄压力机的结构93.2曲轴的设计93.3曲轴的材料选择103.4曲轴设计计算113.4.1预选曲轴有关尺寸113.4.2核验轴颈尺寸123.4.3计算及绘制许用负荷图133.5连杆组件的设153.5.1压力机的连杆组153.5.2连杆的设计163.5.3连杆材料163.5.4.连杆长度和杆身设计163.6导轨的选择183.6.1导轨的基本要求183.6.2导轨的材料及热处理193.7装模高度调节机构193.7.1调节螺杆的结构193.7.2调节螺纹尺寸203.8滑块的的选择213.9轴的选择233.9.1轴瓦的特殊性233.9.2轴瓦材料的性能要求233.9.3轴瓦的型式及定位233.10曲柄滑块机构中的滑动轴承233.10.1滑动轴承的设计243.10.2轴承材料的选择28第4章辅助装置304.1过载保护装置304.1.1压塌式过载保护装置30结论33参考文献34致谢35第1章曲柄压力机1.1概述1.1.1曲柄压力机的用途和分类曲柄压力机以曲柄传动的锻压机械。压力机是用来对放置于模具中的材料进行压力加工的机械,对被加工材料施加压力的反作用力,由机械本身承受。曲柄压力机属于机械传动类压力机，它是重要的锻压设备。曲柄压力机能进行各种冲压和模锻，直接生主出零件或毛坯。因此，曲柄压力机在汽车，拖拉机，电器，仪表，电子，医疗器械，动力机械，国防以及日用品等工业部门得到了广泛应用。图1.1为曲柄压力机外形。图1.1压力机外形图根据压力机的传动方式、结构形式及产生压力的方式等不同，可有多种类型。按传动方式不同，可分为机械传动、液压传动、电磁及气动压力机；按机身结构不同，可分为开式和闭式机身压力机；按产生压力的方式不同，机械压力机又可分为摩擦压力机和曲柄压力机。机械传动的曲柄压力机使用量最大，是我国工业部门中最基本、最常见的压力机械类型。其中，中、小吨位开式机身机械式曲柄压力机使用量多，手工操作比例大，相应的事故率也高。本章将重点讨论开式机身机械式曲柄压力机。曲柄压力机由机身、动力传动系统、工作机构和操纵系统组成。1.1.1.1机身机身由床身、底座和工作台三部分组成，工作台上的垫板用来安装下棋。机身大多为铸铁材料，而大型压力机采用钢板焊接而成。机身首先要满足刚度、强度条件，有利于减振降噪，保证压力机的工作稳定性。1.1.1.2动力传动系统动力传动系统由电动机、传动装置（齿轮传动或带传动）以及飞轮组成，其中电动机和飞轮是动力部件。在压力机的空行程，靠飞轮自身转动惯量蓄积动能；在冲压工件瞬间受力最大时，飞轮放出蓄积的能量，这样使电动机负荷均衡，能量利用合理，减少振动。有的冲压机利用大齿轮或大皮带轮起到飞轮的作用。1.1.1.3工作机构工作机构是曲轴、连杆和滑块组成曲柄连杆机构。曲轴是压力机最主要部分，它的强度决定压力机的冲压能力；连杆是连接件，它的两端与曲轴、滑块铰接；装有上模的滑块是执行元件，最终实现冲压动作。输入的动力通过曲轴旋转，带动连杆上下摆动，将旋转运动转化成滑块沿着固定在机身上导轨的往复直线运动。1.1.1.4操纵系统操纵系统包括离合器、制动器和操纵机构。离合器和制动器对控制压力机的间歇冲压起重要作用，同时又是安全保证的关键所在，离合器的结构对某些安全装置的设置产生直接影响。操纵装置一般采用脚踏开关。除上述的基本部分发外，还有多种辅助系统与装置，如润滑系统，保护装置以及气垫等。1.1.2曲柄压力机的工作原理其工作原理见图1.2。电动机1带动皮带传动系统2，3，将动力传到小齿轮6，通过6和7，8和9两级齿轮减速传到曲柄连杆机构，大齿轮7同时又起飞轮作用。最本级齿轮9制成偏心齿轮结构，它的偏心轮部分就是曲柄，曲柄可以在芯轴10上旋转。连杆12一端连到曲轴偏心轮；另一端与滑块铰接，当偏心齿轮9在与小齿轮8啮合转动时，连杆摆动，将曲轴的旋转运动转变为滑块的往复直线运动。上模装在滑块上，下模固定在垫板上，滑块带动上模相对下模运动，对放在上、下模之间的材料实现冲压。图1.2开式压力机运动原理图1-电动机2-小皮带轮3-大皮带轮4-制动器5-离合器6-小齿轮7-大齿轮8-小齿轮9-偏心齿轮10-芯轴11-机身12-连杆13-滑块14-上模15-下模16-垫板17-工作台18-液压气垫在电动机不切断电源情况下，滑块的动与停是通过操纵脚踏开关控制离合器5和制动器4实现的。踩下脚踏开关，制动器松闸，离合器结合，将传动系统与曲柄连杆机构连通，动力输入，滑块运动；当需要滑块停止运动时，松开脚踏开关，离合器分离，将传动系统与曲柄连杆机构脱开，同时运动惯性被制动器有效地制动，使滑块运动及时停止。第2章曲柄滑块机构2.1.曲柄压力机的主要技术参数压力机的技术参数反映一台压力机的工艺能力、所能加工制件的尺寸范围以及有关生产率指标，同时也是选择、使用压力机和设计模具的重要依据。通用压力机的主要技术参数如下所述。2.1.1公称压力压力机的公称压力是指滑块至下止点前，某一特定距离或曲柄旋转到离下止点前某一特定角度时，滑块上所允许承受的最大作用力。图2.1为压力机的滑块许用负荷曲线，该曲线是由压力机零件强度（主要是曲轴强度）确定的，曲线表明随着曲柄转角的变化，滑块上所允许的作用力也随之改变。因此在选用压力机时，要严格注意工作角度，工件变形抗力必须位于图的阴影线之内。2.1.2滑块行程S滑块行程是指压力机滑块从上止点到下止点所经过的距离，它的大小随工艺用途和公称压力的不同而不同。图2.1压力机滑块许用负荷曲线图2.1.3滑块行程次数n它是指滑块每分钟从上止点到下止点、然后再回到上止点的往复次数。2.1.4压力机装模高度H和封闭高度压力机装模高度（GB8845-88称为闭合高度）是指压力机滑块处于下止点位置时，滑块下表面到工作垫板上表面的距离。所谓封闭高度是指滑块在下止点时，滑块下表面到工作台上表面的距离，它和装模高度之差恰是垫板的厚度。2.1.5压力机工作台面尺寸及滑块底面尺寸工作台面尺寸AB与滑块底面尺寸JK是与模架平面尺寸有关的尺寸。2.1.6漏料孔尺寸当制件或废料漏料时，工作台或垫板孔（漏料孔）的尺寸应大于制件或废料尺寸。当模具需要装有弹性顶料装置时，弹性顶料装置的外形尺寸应小于漏料孔尺寸。模具下模板的外形尺寸应大于漏料孔尺寸，否则需增加附加垫板。2.1.7模柄孔尺寸当模具需要用模柄与滑块相连时，滑块内模柄孔的直径和深度应与模具模柄尺寸相协调。除上述技术参数外，喉口深度、滑块顶杆过孔、气垫尺寸等也是设计模具所必须考虑的。曲柄滑块机构是曲柄压力机的工作执行机构改革，其承载能力及运动规律很大程度上决定了曲柄压力机所具备的工作特性。2.2曲柄压力机的运动规律此压力机的工作机构采用曲柄滑块机构，其运动简图如图2.2所示：O点表示连杆与曲柄的连结点,B点表示连杆与滑块的连结点,OA表示曲柄半径,AB表示连杆长度.所以OA以角速度w作旋转运动时,B点则以速度v作直线运动，现讨论滑块的位移，速度和加速度与曲柄转角之间的关系。滑块的位移和曲柄转角之间的关系可表达为1：S=(R+L)(Rcos+Lcos)(2.1)Sin=Rsin/L令R/L=则sin=sin而cos=21cos=整理得：s=R(1cos)+1/(1)(2.2)sin2式中s-滑块行程，从下死点算起，以下均同。-曲柄转角，从下死点算丐，与曲柄旋转方向相反者为正，以下均同。R-曲柄半径。-连杆系数。L-连杆长度（当连杆长度可调时取最短时数值）由设计任务书可知：滑块行程为100mm滑块行程次数：30次/分。由于一般小于0.3，对于通用压力机，一般在0.10.2范围内，故可取=0.1，由曲柄半径为滑块行程的一半50mm,可得L=500mm.。由余弦定理：cos=/2R(R+LS)(2.3)RSL22)(设s=10mmcos=/2x50(50+500-10)=0.816505210=35.22.3滑块的速度和曲柄转角的关系求出滑块的位移与曲柄转角的关系后，将位移s对时间t求导数就可得到滑块的速度v即：v=dtsdt=)2cos1(5.0)cos1(dt=R(sin+0.5sin2)t而=dtv=R(sin+0.5sin2)式中v滑块速度曲柄的角速度。图2.2曲柄滑块机构运动关系计算简图又=0.105n(r/min)3v=0.105nR(sin+0.5sin2)式中n曲柄每分钟转速将已知代入式中：v=0.1053050(sin35.2+0.50.1sin70.4)=98.138mm/s第3章曲柄滑块机构的设计计算3.1曲柄压力机的结构曲柄压力机的结构如图3.1，它主要由曲轴3，连杆1，调节螺杆6和滑块5组成。曲轴旋转时，连杆作摆动和上下运动，因而使在导轨中的滑块作往复直线运动。图3.1曲柄滑块机构的结构1-连杆体2-轴瓦3-曲柄4-顶料杆5-滑块6-调节螺杆7-下支承座8-保护装置9-锁紧螺钉10-锁紧块11-模具夹持器3.2曲轴的设计曲轴是压力机中最重要的机件之一，它输出部分功率。曲轴一般由主轴颈，连杆轴颈、曲柄、平衡块、前端和后端等组成。曲轴的连杆轴颈是曲轴与连杆的连接部分，通过曲柄与主轴颈相连，在连接处用圆弧过渡，以减少应力集中。曲轴是在不断周期变化的压力，往复运动质量惯性力，旋转运动质量惯性力经及它们的力矩(扭矩和弯矩)共同作用下工作。这些变力使曲轴既扭转又弯曲,产生疲劳应力状态.曲轴形状复杂,应力表3.1曲轴有关尺寸经验公式集中现象相当严重.所以在设计曲轴时要使曲轴具有足够的强度,特别要注意强化应力集中部位和设法缓和应力集中现象。曲轴各颈在很高的比压下以很大的相对速度发生滑动摩擦。这些轴承在实际变工况条件下并不总能保证液体润滑,尤其当润滑油不洁净时,曲轴轴颈表面遭到强烈的磨料磨损。所以,曲轴要使其各摩擦表面耐磨,同时给以尽可能好的润滑条件。因为曲轴是曲柄连杆机构运动件中的中心环节,刚度特别重要。因此选择好的材料对曲轴至关重要。3.3曲轴的材料选择曲轴一般用中碳钢或中碳合金钢模锻而成,为提高耐磨性和耐疲劳强度，轴颈表面经高频淬火或氮化处理，并经精磨加工，以达到较高的表面硬度和表面粗糙度的要求。由于压力机为100吨，是小功率电动机带动，强化程度不高，曲轴强度问题不是主要问题，而刚度和轴颈支承颈直径do4.45Pg-公称压力(千牛)曲轴各部分尺寸名称代号经验数据曲柄颈直径d1(1.11.4)d0支承颈长度L0(1.5-2.2)d0曲柄两臂外侧面间的长度L2(2.53.0)d0曲柄颈长度L1(1.31.7)d0圆角半径r(0.080.10)d0承压面积够不够往往成为问题的关键。因此选择45号钢（调质处理）。有时还要在两端切割试件进行机械性能试验，对于大型曲轴，有时在支承颈和曲柄颈中心处钻深孔，以改善淬透性，提高机械性能。曲轴支承颈和曲柄颈需加以精车或磨光。为了延长曲轴寿命，在各轴颈特别是圆角处，最好用滚子辗压强化。表3.2曲轴许用应力(1帕)05材料s45调质36001001400750100040Cr调质5000140020001000150037SiMn2MoV调质6500180026001400200018CrMnMoB调质750021003000160023003.4曲轴设计计算在设计曲轴时,先根据经验公式决定曲轴的有关尺寸,然后根据理论公式进行精确核验。曲轴和曲拐轴有关尺寸的经验公式见上表3.1表3.3曲柄连杆机构的摩擦系数压力机型式单柱0.0350.045开式0.040.05单动单点压力机闭式0.0450.055现设计计算如下:3.4.1预选曲轴有关尺寸。按表3.1经验公式：d0=4.4=4.4=139.14mmPg0取d0=140mm按照表列经验公式，选出其余尺寸为：d1=15.4mmL0=210mmL2=350mmL1=182mmr=11.2mma=182mm考虑连杆轴瓦压强L1需增大，为了保证曲柄臂强度，L2也需相应增大,故变为：L1=220mm,L2=360mm3.4.2核验轴颈尺寸初步选取曲轴材料为45号钢查表3.2得:=1000帕。d1=(3.1)31.0)82(5.PgrL=3.)12.6(.=0.186m故重新选取d1=190mmd0=(3.2)32.qPg而式中1:=R(sin+)+0.5u(1+)d1+d0(3.3)qiB且:R=0.5s=0.5100=50mm=50mm由结构设计或参考同类型压力机，初步选取=0.1(即连杆长度为0.5m)。设=0.12m(按连杆经验公式选取)。dB又根据预选及计算值得：d1=0.19md0=0.14m查表3.3=0.145当=35时，sin+0.5sin2=0.6199=0.050.6199+0.50.045(1+0.1)0.19+0.10.12+0.14q=0.0391m又由表3.3可知=750x帕5do=331.2.1=0.137m曲轴最后确定的尺寸如图。图3.2曲轴结构3.4.3计算及绘制许用负荷图齿轮对曲轴的作用力比连杆对它的作用力小得多，可忽略不计。连杆对曲轴的作用力近似看成等于公称压力Pg，并分别以0.5Pg作用于连杆轴瓦两侧。这样，危险截面CC的弯矩M为1：M=（L2L1+8r）Pg/4(牛米)（3.4）=（0.36-0.22+80.012）1000000/4=59000(Nm)CC截面的最大应力为1：=M/W(3.5)=0.25(L2L1+8r)Pg/0.1(帕)do3=59000/0.143.=2155式中：P分称压力（牛）L1曲柄颈长度（米）L2曲柄两臂外侧面间的距离（米）do曲柄颈直径（米）r圆角半径（米）W弯曲截面系数（）米3查上表3.2可知符合要求。在一般情况下，r均在0.080.10do的范围内，此时，可根据曲轴零件图的实际尺寸进行计算。如果r不在上述范围内，相差较大，可以按下式计算r数值：r=0.05L0式中L0支承颈长度。在曲柄颈上，除受弯矩作用外，尚受到扭矩作用，应按弯扭联合作用计算。但由于弯矩比扭矩大得多，故忽略扭矩计算的应力与考虑扭矩的相差不多。当曲柄转角在公称压力表角的情况下两者相差3%以下，即使在90度的情况下相差也仅达5%。CC截面1P=（3.6）)8(25.013rLd=)012.36.(.93=1071xNBB截面1P=(3.7)mdq02.3=mq104.53720=R（sin+)+0.5u(1+)d1+d0q2iB=0.05(sin35+0.50.1sin70)+0.50.045(1+0.1)0.190+0.10.12+0.14=0.03528将的值代入3.7式得:mqP=1045.495KN图3.3许用负荷图最后可得曲轴的许用负荷图如图3.33.5连杆组件的设计3.5.1压力机的连杆组它包括连杆体，连杆盖，连杆轴瓦和连杆螺栓，是曲柄连杆机构中传递动力的重要组件。组件连杆承受的压力可以过到很大的数值，面高速运动产生的惯性力的影响又要求结构轻巧。所以连杆设计的一个主要要求，就是要在尽可能轻巧的结构下保证足够的刚度各强度，因此必须选用高强度的材料，合理的结构形状和尺寸，采取提高强度的工艺措施等。连杆一旦断裂，将造成严重事故。连杆的变形对曲柄连杆机构的工作有很不好的影响。例如，连杆大头的变形使连杆螺栓承受附加弯曲；大头孔的失圆使连杆轴承的润滑受到损害。所以连杆要有尽可能大的结构刚度，经验表明，对于不太强化的发动机来说，刚度比强度更重要。连杆螺栓的主要问题是保证疲劳强度，而连杆轴承要求保证耐久性。3.5.2连杆的设计连杆是机械压力机上最重要的受力零件之一，按使用场合分为偏心轮用连杆和曲柄轴用连杆两种，由于是初次设计，曲柄轴用连杆较为方便设计，也符合所设计的压力机的要求。3.5.3连杆材料为了使连杆在结构轻巧的条件下有足够的强度和刚度，一般多用精选含碳量的优质中碳结构45模锻。合金钢有较高的综合机械性能，但当存在主生应力集中的因素时，它的疲劳强度急剧下降，甚至低到与碳素钢不相上下。所以合金钢连杆的形状设计，过渡圆滑性，毛坯表面质量等，必须给以更多的注意，才能充分发挥优质材料的潜力。连杆纵向断面内宏观金相组织要求显示金属纤维方向与连杆外形相符，纤维无环曲及中断现象。为此连杆采用钢锻造，在机械加工前应经调质处理（淬火后高温回火），以得到较高的综合机械性能，既强又韧。为了提高连杆的疲劳强度，不经机械加工的表面应经过喷砂处理。连杆还必须经过磁力探伤检验，以求工作可靠。为了节约优质钢材，降低产品成本，此压力机的连杆材料采用铸铁HT20-40调质处理HB255-302。3.5.4.连杆长度和杆身设计连杆是同连杆大头与曲轴连接的。连杆与曲轴的配合副是压力机中最重要的环节。连杆大头应该有很大的刚度，这影响到薄壁轴瓦的工作性能和连杆螺栓的可靠性。连杆大头当然也必须有足够的强度。查是问题的关键是连杆的刚度和强度要求必须在尽可能紧凑和轻巧的条件下实现。因为连杆大头产生的离心力会增加连杆轴承和曲轴轴承的负荷，可能引起增大曲轴平衡块的必要，从而带来一系列不良后果。连杆大头的外形尺寸必须严加限制。图3.4连杆杆身为了提高曲轴和轴承的工作能力，而选择较大的D3。经查资料表明D3/D1=1.061.08,故D3=210mm。连杆结构设计中首先碰到的问题是确定连杆大小头孔的距离，即连杆长度L,由于连杆长度通常是用连杆比=r/L来说明，值越大，连杆越短，反之则越长。目前压力机的在0.10.3之间，为了设计方便，选取=0.1即L=500mm。在设计连杆杆身的断面形状和尺寸时，应根据连杆工作中的负荷情况，保证足够的强度储备。其次，杆身断面的形状不仅要有足够的拉压强度，而且具有足够的抗弯刚度，因为连杆在摆动时还产生横向惯性力，使连杆弯曲。此外更重要的是，连杆制造时可能产生初始弯曲或偏心，这种连杆在拉压负荷作用下也会承受附加弯曲。最后确定连杆的尺寸如图3.5:图3.5连杆结构3.6导轨的选择3.6.1导轨的基本要求由于此压力机选择开式，所需压力也不太大，故选择滑动导轨。为了能长期保持导向精度，对导轨提出刚度和耐磨性的要求。若刚度不够，则直接影响部件之间的相对位置精度和导轨的导向精度，增大导向长度来保证滑块的运动精度外,导轨的形式也是影响滑块运动精度的一个重要因素,在开式压力机上,采用成双对称布置的90度V形导轨.使导轨面上的比压分布不均，加剧导轨面的磨损，为此材料的选择很重要。3.6.2导轨的材料及热处理对导轨的材料的主要要求是耐磨性好，工艺性能好，成本低。铸铁是一种成本低，有良好减振性和耐磨性，易于铸造和切削加工的金属材料。因此材料选择灰铸铁HT200，采用高频淬火，使表面淬火达到4555HRC左右，以增加抗硬粒磨损的能力和防止撕伤。3.7装模高度调节机构3.7.1调节螺杆的结构为了适应不同闭合高度的模具,压力机可能通过连杆长度的调节或连杆与滑块的连接件的调节,来调整滑块的上下位置,以达到调整装模高度的目的,由于是小型压力机,采用手动调节。由图可知,连杆不是一个整体,而是由连杆体和调节螺杆组成,调节螺杆下部的球头与滑块连接,连杆体上部的轴瓦与由轴连接.用扳手转动调节螺杆,即可调节连杆长度.为了防止装模高度在冲压过程中自行改变,设有锁紧装置，它由锁紧块及锁紧螺钉组成.调节时先旋转锁紧螺钉,使锁紧块松开，再将连杆调至需要的长度,然后,拧动锁紧螺钉,使锁紧块压紧调节螺杆，以防松动。表3.4连杆尺寸符号经验尺寸(毫米)dB3.95.7Pg00.590.93dBd20.831.0d注:Pg-连杆上作用力(千牛)图3.6调节螺杆由表3.4可计算出=140mmdB=120mm=109mm3.7.2调节螺纹尺寸按表3.5所示表3.5螺纹尺寸螺杆螺杆及螺母螺杆直径（毫米）外径内径截面面积（厘米）2螺距中径d0d1FSdm3021.7963.72626.44031.7967.93636.45041.79613.72646.46051.79621.07656.47061.79630.0666.48069.0637.48875.210089.0052.32895.2120109.0683.458115.2140126.326125.3710134.0160146.326168.2510154.0180166.326217.310174.0调节螺杆的螺纹长度则由经验公试获得1:一般为0.91.3，最d0终取140mm。调节螺杆的强度及螺纹强度的校核首先进行螺杆强度的校核：传动压力机在工作时连杆受压力作用。由于调节螺杆截面较小，故一般校核调节螺杆的压缩应力即可。1=（帕）（3.8）yFPgminy=(41000000)/3.142=11765式中：Pg连杆上的作用力（牛）调节螺杆的最小截面（米）Fmin2许用压缩应力。y45号钢调质：=1800帕y5球铁QT45-5：=850帕球铁QT60-2：=1200帕y5再进行螺纹强度校核1=（3.9）hdpHs20)(5.1=64.21.5.14308=810帕=700帕5式中：P0连杆上的作用力。d0螺纹的外径。d1螺纹的内径。s螺距。H螺纹的最小工作高度，在这取105mm。h螺纹牙根处的高度，约等于0.8s。稍大于，认为可以使用。故可选择45号钢。3.8滑块的的选择滑块是一个箱形结构,它的上端与连杆连接,下部安装模具的上模,并在机身的导轨内上下运动。为了保证滑块底平面和工作台上平面的平行度，保证滑块运动方向与工作台的垂直度，因此，滑块的导向面必须与底平面垂直。导轨和滑块的导向面应保持一定的间隙，而且能进行调整。根据参考全国的小型压力面的滑块材料，采用铸铁HT20-40制造。图3.7滑块的结构3.9轴的选择3.9.1轴瓦的特殊性轴瓦是滑动轴承中的重要零件,它的结构设计是否合理对轴承性能影响很大。轴瓦应具有一定的强度和刚度，在轴承中定位可靠，便于输入润滑剂，容易散热，并且装拆、调整方便。为此，轴瓦应在外形结构、定位、油槽开设和配合等方面采用不同的形式以适应不同的工作要求。由于连杆轴瓦承受很高的非稳定载荷即动载荷，且位置结构受到严格控制，工作条件恶劣，因此，轴瓦的结构和设计方面有许多特殊性。轴瓦承受载荷大小、方向瞬时变化，周期变化的动载荷是轴瓦疲劳失效的主要原因。轴瓦表面速度变化大，轴颈在周向旋转运动的同时，还瞬时有径向挤压运动。相对运动有时存在瞬时有效角速度为零的时刻，此时旋转油膜压力为零，轴瓦油膜厚度极小，可能导致轴颈表面和轴瓦工作表面之间瞬时接触。存在二体磨损或三体磨损现象。轴瓦工作温度较高：轴瓦内部产生摩擦热导致轴瓦表面工作温度较高，引起润滑油粘度降低，轴瓦合金材料机械性能下降，劣化，产生粘着磨损现象。3.9.2轴瓦材料的性能要求理想的轴瓦材料应具备以下性能。高的疲劳强度：疲劳强度是在材料在弹性极限以下受周期性载荷作用不致开裂或产生表面凹坑的能力。通常硬而韧的材料具有较高的疲劳强度，抗拉强度与弹性模数比值越大的材料，其疲劳强度越高。良好的摩擦相容性：摩擦相容性是指它与既定的匹配材料相对运动中，轴承材料防止与轴颈材料发生冷焊和咬合的能力。良好的顺应性：顺应性是指轴承材料通过弹性或塑性变形而自行适应轴的挠曲或轻微不对中（由于安装不良，轴和轴承孔不同心，轴和轴瓦变形或磨损所致）而保持正常运转的能力，通常轴瓦材料越软，弹性模数越低，其顺应性越差。3.9.3轴瓦的型式及定位此轴瓦安装要曲轴中不很方便，故选用对开式结构。为了防止轴瓦的移动，采用销钉将其固定在连杆盖上。3.10曲柄滑块机构中的滑动轴承3.10.1滑动轴承的设计3。已知工作载荷F=1000000N，轴颈直径d=140mm,转速n=500r/min。1选择轴承宽径比根据机床轴承常用的宽径比范围，取宽径比为1。2选择轴承宽度B=（B/d）d=10.14m=0.14m3计算轴颈圆周速度v=dn/601000=(3.1414030)/60000=0.22m/s4.计算轴承工作压力p=F/dB=1000000/0.140.14=51MPa5.初估润滑油动力粘度。由式=（n/60）/1036/7=0.21Pas6.计算相应的动力粘度，取润滑油密度=900kg/m3由式：=（）/1067选定平均油温现选平均油温=50Ctm8选定润滑油牌号参照表3.6选定损耗系统用油L-AN68。9换算出L-AN6850C时的动力粘度，由图3.8=40cSt5=/100000050=（90040）/1000000=0.036Pas10.计算相对间隙=（）/9/4n9/31=0.001，取为0.0012511.计算直径间隙=d=0.00125140=0.175mm12.计算承载量系数=F/2vB(3.10)Cp=(10000000.001250.00125)/20.0360.220.14=2.07513.求出轴承偏心率根据及B/d的值,经查表3.7算求出偏心率=0.713.Cp14.计算最小油膜厚度=0.5d(1-)hmin=0.51400.001250.287=0.024mm15.计算许用油膜厚度取安全系数S=2查表知h=0.019h,故满足工作可靠性要求.min16.计算轴承与轴颈的摩擦系数因轴承的宽径比B/d=1，取随宽径比变化莫测的系数=1，由摩擦系数计算式：f=+0.55p=0.0025817.查出润滑油流量系数由宽径比B/d=1，及偏心率=0.713，查得润滑油流量系数q/vBd=0.145.18.计算润滑油温升按润滑油密度=900kg/，取比热容c=1800J/(kgC),表面m3传热系数=80W/（C）s219计算润滑油入口温度=-=50C-C=40。567Ctimt86.1因一般取=3540C，故上述入口温度合适。i20选择配合根据直径间隙=0.25mm,按GB/T1801-1979选配合F6/F7，查得轴承孔尺寸公差为140.79表3.6常用工业润滑油的粘度分类及相应的粘度值(cSt)粘度等级运动粘度中心值(40C)运动粘度范围(40C)22.21.982.4233.22.883.5254.64.145.0676.86.127.4810109.0011.0151513.516.5222219.824.2323228.835.2464641.450.6686861.274.810010090.0110150150135165220220198242320320288352460460414506680680612748100010009001100表3.7有限宽轴承的承载量系数0.30.40.50.60.650.70.750.8B/d承载量系数Cp0.30.05220.08260.1280.2030.2590.3470.4750.6990.40.08930.1410.2160.3390.4310.5730.7761.0790.50.1330.2090.3170.4930.6220.8191.0701.4180.60.1820.2830.4270.6550.8191.0701.4182.0010.70.2340.3610.5380.8161.0141.3121.7202.3990.80.2870.4390.6470.9721.1991.5381.9652.7540.90.3390.5150.7541.1181.3711.7452.2483.0671.00.3910.5890.8531.2531.5281.9292.4693.3721.10.4400.6580.9471.3771.6692.0972.6643.5801.20.4870.7231.0331.4891.7962.2472.8383.787图3.8几种全损耗系统用油的粘-温曲线3.10.2轴承材料的选择在压力机中，曲柄滑块机构的旋转或摆动速度均较低，但载荷较大，故应检验作用在滑动轴承上压强，作用在滑动轴承上的压强为：先计算出大端支承的比压已知d1=190mmL1=22mmP1=Pg/d1xL1=100000/418=24000000帕式中：Pg公称压力。d1轴承直径。L1轴承长度。经查下表3.8，轴承的材料可用ZQSn101P1=50000000帕P1P1合乎要求。表3.8曲柄滑块机构各轴承许用压强（1x10帕）5连杆小端支承支承类型曲轴支承p0连杆大端支承pA圆梢传力圆球传力pB材料ZQSn10-140050010001000ZQSn6-6-3